变速器设计答辩ppt

毕业设计 之 课题：桑塔纳3000 变速箱设计
指导老师 卢曦 教授 学 生 pgh 日 期 2013年6月
论文构架
1 研究背景 3 设计内容 4 论文结论
研究背景
近年来，汽车的发展速度呈现出突飞猛进的势头， 汽车变速器，作为汽车动力系统的一个重要组成部分，也 处于这样一个快速增长期。在全球节能减排的大背景下， 汽车变速器越来越朝着小型化、轻型化方向发展，使得变 速器结构尺寸越来越小，重量越来越轻。为了降低发动机 的比油耗，减少排放，降低工作噪声，变速器也朝向能够 传递大功率、大转矩化。这对于变速器设计人员提出了更 高的要求， 设计出结构紧凑、承载能力强、使用寿命长、 总质量更轻的变速器成为变速器行业提升市场竞争力的关 键因素。
ig1 ig 2 ig3 ig 4 q ig 2 ig 3 ig 4 ig 5
由i1=3.43，五档传动比ig5 选定为0.87，因此计算得 q=1.41，由中 心距A=72.7mm，对一档：
ig1
Z2 Z1
3.43
Zh
Z1
Z2
2Acos
mn
取整后得Z1=10, Z2=35，修正后传动比i1=3.5，修正中心距为
齿轮参数
• 模数 ，影响到齿轮的强度、质量、噪声，由齿轮模数应经系列化，一档 齿轮模数选择3.00，其他前进挡选择模数选2.75，倒档齿轮模数选择2.25。
• 压力角，齿轮压力角较大时，可以提高齿轮抗弯强度，也可以提高表面接 触强度。由标准压力角为20º，本次设计直齿轮压力角取20º，斜齿轮法面 压力角为20º。
• 变位系数，为了保证有相同的中心距时，必须采用角度变位齿轮。由小齿 轮根切强度较低，而且传递的载荷较大，故对小齿轮采用正角度变位。
• 齿顶高系数，齿顶高系数对齿轮副的重合度、齿轮强度、工作噪声等许多 性能够有重要影响。由国家标准齿顶高系数取1.00，本次设计采用1.00。
变速器各档传动比的分配
汽车变速器各档传动比大体是按等比级数分配的，因此本次设计初步 按照传动比比值等比进行分配：
A
mn Z h 2 cos
3.00 45 2 cos 22
72.8mm
取整后A=73mm,作为标准中心距，依次分配其它各档齿数
各档传动比分配
档位 一档 二档 三档 四档 五档 倒档
传动比 3.50 2.571 1.722 1.227 0.885 3.455
齿轮和轴的设计
• 齿轮的强度计算 直齿轮弯曲应力计算公式：
M
M
2 c
M
2
s
T
2 n
(N.mm)
Mc为垂直面内弯矩，Ms为水平面内弯矩，Tn为轴的转矩，W为抗弯截面系数
各档工作时最大应力
输入轴 一档 二档 三档 四档 五档
倒档
应力σmax （MPa）
160.12
97.20
104.67
84.44
98.22
143.27
输出轴 一档 二档 三档 四档 五档
倒档
应力 （MPa）
• 螺旋角β，斜齿轮运转平稳、噪声小，承载能力高，适合高速传动。增大 螺旋角，可以提高齿轮的接触强度，但超过30º时，齿的抗弯强度骤然下 降，由统计两轴式变速器β为20º~25º，本次设计螺旋角选用22º。
• 齿宽b，齿宽影响变速器的轴向尺寸、质量、齿轮的工作平稳性和齿轮强 度等。一般根据齿轮模数选择齿宽，b=kcm(mn),kc为齿宽系数，斜齿轮kc 取6.0~8.5，本次设计kc=7.2直齿轮kc=4.5~8.0,本次设计取8.0。
K：经验系数，K=4.0~4.6
轴的刚度和强度计算
• 轴的刚度计算 轴在垂直面内挠度fc计算公式：
轴在水平面内挠度计算公式 ：
fc
F1a 2b2 3EIL
fs
F2a 2b2 3ELI
轴在垂平面内转角计算公式：
F1ab(b a)
3ELI
： F1——径向力，F2——圆周力，I——惯性矩
设计内容
(1) 变速器总体设计 (2) 变速器主要参数设计 (3) 变速器各档传动比的分配 (4) 齿轮和轴的设计 (5) 同步器设计 (6) 总装配图
变速器总体设计
两轴式变速器传动方案
倒档传动方案
变速器最终布置方案
输入轴 输出轴
一档传递路线图：输入轴→齿轮1 →齿轮2 →齿轮2、4之间同步器→输出轴
w
2Tg K K f
m3zKc y
斜齿轮弯曲应力计算公式：
w
2Tg cosK zmn3 yKc K
齿轮的接触应力计算公式：
j 0.418
FE ( 1 1 )
b z b
式中：
K —— 应力集中系数
K f ——摩擦力影响系数
K z
——重合度影响系数 ——主动齿轮节点处曲率半径
b ——从动齿轮节点处曲率半径
y ——齿形系数 y
轴的设计
• 轴的设计应该满足便于制造和方便安装的要求。同时轴上零件有准确的 定位，其结构满足工艺性要求。本次设计中，因输入轴上一档齿轮、二 档齿轮及倒档齿轮外径较小，故采用齿轮轴结构。为便于齿轮的装配， 输出轴设计成阶梯轴形式，轴颈由主动锥齿轮方向向另一端逐渐减少。
• 轴的各端长度由齿轮及同步器宽度初步进行设计，初选第一轴的花键 部分直径公式： d K3 Temax (4 ~ 4.6) 3 155 21.48 ~ 24..71mm
变速器主要参数的确定
• 档数，本次设计采用的是5档变速器 • 最小传动比 ，最小传动比选的大，汽车后备功率大，动力性有加强，但燃油
经济性较差。最小传动比选的小，汽车后背功率小，发动机功率利用率高， 燃油经济性较好。超速档传动比为小于1，本次设计采用0.87，由轿车在最高 档时n/ua的允许值 ，确定i0=3.73 • 最大传动比，影响因素有汽车最大爬坡度、附着率、最低稳定车速。对于轿 车，因为一般轿车比功率比较大，最大爬坡能力常大于30%，其最大传动比 是根据加速能力来确定的。由统计轿车最大传动比范围12~15，初选最大传 动比itmax=12.78, 得到i1=3.43。 • 中心距，初选中心距经验公式：A KA3 Temaxi1g 乘用车：中心距KA取8.9~9.3 ,Temax=155N.m, i1=3.43,变速器传动效率ηg取96%，得A=72.7mm
31.04
66.34
81.50
98.38 104.97
93.52
低档工作时许用应力[σ] ≤400MPa，以上最大工作应力均小于许用值， 故符合要求。